机械设计课程设计设计一级圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计 -设计一级圆柱齿轮减速器设计人： 导 师：院 系：机电与信息工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 2007年6月30日目 录一、题目要求- 2 -二、传动装置总体设计- 2 -三、选择电动机- 2 -四、确定传动装置的总传动比和分配传动比- 3 -五、计算传动装置的运动和动力参数- 3 -六、减速器的结构- 4 -七、传动零件的设计计算- 5 -1、v带的设计- 5 -2、减速器内传动零件的设计即齿轮传动设计- 7 -3、轴设计- 9 -(一)、轴- 9 -(二)、轴- 12 -4、其它- 14 -设计题目：v带单级圆柱减速器一、 题目要求：1、 拟定传动关系：由电动机

2、、v带、减速器、联轴器、工作机构成2、 设计要求：运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限8年，输送带速度允许为5%误差，其中减速器小批量生产3、 已知条件：运输事工作拉力f=2600n运输带工作速度v=1.4m/s卷筒直径d=350mm 二、传动装置总体设计：拟定传动方案：采用带传动，其传动的承载能力较小，传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式大，但传动平稳，能缓冲减振。其传动方案如下：三、选择电动机： （1） 选择电动机类型和结构形式：按工作要求和条件，选用三相笼式异步电动机，封闭式结构，电压380v，y型。(2) 计算电机所需功率：查手册表22 1带传动效率：0962 每对轴承传动效率

3、： 3圆柱齿轮的传动效率：4联轴器的传动效率： 卷筒的传动效率：说明：电机至工作机之间的传动装置的总效率：123345 （3） 确定电动机转速： 卷筒轴工作转速为：n=(601000v)/ (d)= (6010001.4)/ (350)=76.40r/min 按表1推荐的传动比合理范围，取v带传动比i1=24一级圆柱齿轮减速器传动i2=36，则总的传动比合理范围ia=624，故电动机转速的可选范围为：nd= ian=(624) 50.96=458.41833.52 r/min 选择的电动机为y132s-4 y132m-6 y160m-8 根据容量和转速，由有关手册查出电动机型号选，其主要性能如

4、下： 电动机型号额定功率 (kw)电动机转速r/min重量同步转速满载转速y132s-45.51500144068y132m-65.5100096084y160m-85.5750720119综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见电动机y132m-6比较合适，因此选用电动机型号为y132m-6四、确定传动装置的总传动比和分配传动比： （1）总传动比（2）分配减速器的各级传动比： i带=3，则i减= i总 /i带=12.57/3=4.19 (其中: i带为带轮传动比, i减为减速器传动比)五、计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速 轴：n= nm/ i带 =960

5、/3=320r/min 轴：n2=n/i2=320/4.19=76.4 r/min 卷筒轴：n= n=76.4r/min （2）各轴输入功率： 轴：p= pd01= pd1=4.2830.96=4.112kw轴：p= p12= p0112=4.2830.960.941=3.908kw卷筒轴：p= p23= p24=4.2830.960.9410.980=3.830kw（3）各轴输入转矩： 电动机轴：td=9550 pd/ nm =95504.283/960=28.40nm，轴输入转矩：轴：t= tdi带01= tdi带1=28.430.96=81.792nm轴：t= ti减23= ti减23=

6、322.5nm卷筒轴：t= t24=316 nm（5）各轴输出转矩：轴：t= t0.98=81.7920.98=80.97 nm轴：t=t0.98=322.30.98=319.3 nm卷筒轴：t=t0.98=3160.98=312.84 nm（6）运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名功率p(kw)转矩t(nm)转速n(r/min)输入输出输入输出电动机轴4.28328.4960轴4.1124.07181.79280.97320轴3.9083.869322.5319.376.4卷筒轴3.8303.677316312.8476.4六、减速器的结构七传动零件的设计计算：1v带的设计设计项目一.工作

7、情况系数1.计算功率2选带型号3.小带轮直径4.大带轮直径大带轮转速v带传动比计算中心距及带长计算带长中心距小带轮包角确定带根数计算张紧力张紧力轴上载荷结论计算依据由表11.5pc= ka p=1.14.283由图11.15由表11.6d2=id1=(1-0.01)390=267.3mm(=0.01,i=2.8)n2 =d1n1 / d2=(1-0.01) 90940/250 v=n1d1/(100060)=96090/(100060) 252(d1+d2)a0.55(d1+d2)+h由表11.4 h=8mm2(90+265) a0.55(90+265)+8195.3a710初选= (d1+d

8、2)/2=(90+265)/2=177.5mm=( d2- d1)/2=87.5mm由表11.3z= pc/(p0+p0)kakl=4.75/(0.79+0.11)0.9680.99=5.46由表11.8 p0=0.79由表11.10 p0=0.11由表11.12 kl=0.968由表11.7 ka=0.99fc=2zfsin(a/2) 1.5=26139.47sin(162.9/2) a型v带,z=6小带轮:d1=90mm 复板式大带轮:d2=265mm轮幅式f0=139.47n,fq=1655.04n ,a =615mm计算结果ka=1.1pc=4.71kwa型取d1=90mm取d2=26

9、5 mmn2 =322.28 r/mini=2.794合格h=8mm初选l=1770mm取ld=2800mma =615mm合格取z=6p0=0.79p0=0.11kl=0.968ka=0.99f0=139.47nfq=1655.04 n2.减速器内传动零件的设计即齿轮传动设计设计项目一.选材1.小齿轮2.大齿轮二.初步计算1.转矩t12.齿宽系数d3.接触疲劳极限 hlim4.初步计算许用接触应力5.ad值6重算传动比7.选取齿数8选取齿轮等级9转矩10.初步计算小齿轮直径d111.初算齿宽12模数m13.重算小齿轮直径 三.校核计算1. 校核计算v2. 精度等级3. 使用系数ka4. 动载

10、系数kv5. 齿间载荷分配系数kh6. 齿间载荷分布系数kh7. 载荷系数k8. 弹性系数ze9. 节点区域系数zh10. 接触最安全系数shlim11. 总工作时间12. 应力循环次数 13. 接触寿命系数zn14. 许用接触应力h15. 求 16. 求z 四.确定传动主要尺寸 1.实际分度圆直径 2.中心距a 3.齿宽b 五.齿根弯曲疲劳强度验算1. 重合度系数2. 齿间载荷分配系数 3. 齿间载荷分布系数 4. 载荷系数k 5. 齿形系数yfa 6. 应力修正系数ysa 7.弯曲疲劳极限 flim 8.弯曲最小安全系数sflim 9. 应力循环系数 nl 10.弯曲寿命系数yn 11.尺

11、寸系数yx 12.许用弯曲应力f 13.验算 六.齿轮结构七.结论计算依据由手册,由设计要求可选小齿轮用40cr,调质处理硬度241hb286hb,平均取为260hb45钢,正火处理,硬度229hb286hb,平均取为240hbt1=9.55106p/n1=9.551064.071/322.78由表12.13 取d=1.0由图12.17c得hlim1=710mpa hlim2=580mpah10.96 hlim1=0.9710h20.96 hlim2=0.9580由表12.16取ad=85z=24z=iz=4.22724=101.4 取102根据齿轮工作情况，选用8级精度b=dd1=161=6

12、1mm 由表12。3取m=3v=(d1n1)/(601000)=(72322.78)/ (601000)由表12.6选8级精度由表12.9 ka=1.1由表12.9 kv=1.08由表12.10 kh=1.32由表12.11 kh=1.37k=kakvkhkh =1.11.081.321.37=2.15由表12.12 ze=189.8(mpa)1/2由图12.16 zh =2.5由表12.14shlim =1.05 th=82508=16000h nl1=60nth=601322.7816000nl2=nl1/i=3.099108/6.59=0.729108 由图12.18得 zn1=0.95

13、 zn2=1.0h1= (hlim1zn1)/shlim=(7100.95)/1.05=662.67mpah2= (hlim2zn2)/shlim=(5801.0)/1.05验算=1.88-3.2(1/z1+1/z2)=1.88-3.2(1/24+1/102)=1。72z=(4-)/31/2=0.87因摸数取标准时,齿数已重新确定,那么:d1=mz1=324=72mmd2=mz2=3102=306mma=m(z1+z2)/2=3(24+102)/2=189mmb2=b=72mmb1=b+10=82mmy=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.72由表 12.10 kf=1.2由图12.

14、14 kf=1.05k=kakvkfkf=1.11.081.21.15由图12.21由图12.22由图12.23c由表12.14nl1=60n1th =601322.7816000=3.099108nl2=nl1/i=0.729108由图12.24由图12.25f1=(flim1yn1yx)/sflim =(6000.91)/1.25f2= (flim2yn2yx)/sflim =(4500.91)/1.25f1=(2kt1)/(bd1m)yfa1ysay=(21.64120450)/(72723)2.681.540.686=67.274mpaf1f2=f1 (yfa2ysa2)/(yfa1y

15、sa1) =71.9(2.191.8)/(2.681.54)=68.7mpaf2采用实心式小齿轮,大齿轮孔板式m=3, z1=24, z2=102b1=82mm, b2=72mm, a=189mm采用实心式小齿轮,大齿轮孔板式计算结果40cr, 硬度260hb45钢,硬度240hbt1=103340nmmd=1.0hlim1=710mpa hlim2=580mpah1 =639mpah2 =522mpaad=85i=4.227z=24z=102选用8级=120450nmm取d1=61mm取b=61mmm=3=72mmv=1.22m/s选8级精度ka=1.1kv=1.08kh=1.32kh=1.

16、37k=2.15ze=189.8 (mpa)1/2zh =2.5shlim =1.05th=16000hnl1=3.099108nl2=0.729108zn1=0.95zn2=1.0h1=642.4mpah2=552.4mpa疲劳强度合格=1.72z=0.87d1=72mmd2=306mma=189mmb2=72mmb1=82y=0.686kf=1.2kf=1.05k=1.64yfa1=2.68yfa2=2.19ysa1=2.68ysa2=2.19flim1=600mpaflim2=450mpasflim=1.25nl1=3.099108nl2=0.729108yn1=0.9yn2=0.95y

17、x=1.0f1=432mpaf2=342mpa合格合格3. 轴设计:(一).轴:设计项目一1.选材2.轴示意图二.初算轴的尺寸 1.确定d12.小齿轮转矩t1 3.小齿轮圆周 力ft1 4.小齿轮径向力fr1 5.选轴承 6皮带轮宽二.受力分析 1.小齿轮转矩 2.圆周力ft 3.径向力fr 4.带轮作用在轴上载荷fq 5.轴受力图 6.xy面受力 7.水平面弯矩图 8.xz面受力图 9.xz面弯矩图 10.合成弯矩图11.转矩图12.许用应力 13.当量弯矩图三校核轴径 1.齿根圆直径 2.轴径四结论计算依据选40gr 调质处理 查表已知功率p=4.071kw，转速n=322。78r/min

18、d1c(p/n)1/3=102(4。071/322。78)1/3=23.74由已知得，输出转矩为t1=120450nmmft1=2t1/d1=2120450/72fr1=ft1tan20=3345.8tan20选轴承6209， da=45mmb=(z-1)e+2f=(6-1)15+210=95t1=120450nft=2t1/d1=2120450/72fr=ft*tan=3345.8tan20fq=1655n fq fr fr1106 72.5 72.5 fr1 fq106=fr72.5+fr2 145 fq+fr+fr2=fr1 365890.8nmm46942.5n ft1=3345.8n

19、 fr1 fr23345.8= fr1+ fr2fr272.5= fr172.5129112.5nmm 365890.8nmm 137381.4n t=120450nmm t=72270nmm 查表16.3， 0b=150mpa -1b=90mpa=-1b/ 0b=90/150=0.6t=0.6120450=72270nmm 372959.8 155230.8 77270 137381.4 df1=d1-2(ha+c)m=72-3(1+0.25)2d=(m/ (0.1-1b) )1/3 =(155230.8/ (0.190) )1/3d-=(m-/ (0.1-1b) )1/3 =(372959

20、.8/ (0.190) )1/3初选的轴径33mm,滚动轴承6209,满足要求计算结果c=102取d1=33mmt1=120450nmmft1=3345.8nfr1=1217.8n选轴承6209b=95mmt1-120450ft=3345.8nfr=1217.8nfq=1655nfr1=3490.8nfr2=608nfr1=167.2nfr2=1672.9n0b=95mpa-1b=55mp=0.611t=30957nmmdf1=64.5mmd=25.864.5mmd-=34.664.5mm(二).轴:设计项目一1.选材 2.轴示意图二.初算轴的尺寸 1.轴承处直径 2.选轴承三受力分析 1.水

21、平面受力图 3.垂直面受力图 5.xy面弯矩图 6.垂直弯矩图 7.合成弯矩图 8.转矩图9.许用应力10.大齿轮转矩11.当量转矩12.当量弯矩图四.校核轴径五.结论计算依据选40gr钢，查书p314 得 c=102已知功率p=3.869kw，转速n=76.4r/mindc(p/n)1/3=102(3.869/76.4)1/3=39.6mm选轴承 6212 fr1 fr2 77.5 77.5 ft=3345.8nfr277.5=fr77.5fr= fr1+ fr2 fr1 fr2 ft2 3345.8nfr177.5= ft177.5ft= fr1+ fr2 50050nmm137506n

22、146331.5nmm t=483625nmm t=290175nmm 由表16.3，得 0b=150mpa-1b=90mpa=-1b/ 0b=90/150=0.6t1=9.55106p/ n=9.55106 3.869/ 76.4 t=0.6483625324983.8 290175 146331.5 d =(m/ (0.1-1b) )1/3 =(324983.8/ (0.190) )1/3初取的轴径45mm满足要求计算结果取d=45mm选轴承6212fr1=fr2=608.9nfr1=fr2=1672.9n0b=150mpa-1b=90mpa=0.6t1=483625nmmt=290175nmmd=3390mm4其它一键的设计与校核 1i轴与带轮配合处2轴大齿轮处3.大带轮处键4联轴器上键二轴承1i轴轴承校验2轴轴承校验3联轴器已知d轴=38 选普通a型键 45钢 p=100mpa查手册bh=108 l=110(85%90%)=93.5-99工作长度：l=l-b=100-10校验p=4t/hld=(428400)/(89038)=4.15p选键a10100（gb/t 1096-1976）已经d轴=57选普通a型键 45钢 p=100mpa查手册bh=1610 l=72(85%90%)=61.264.8工作长度：l=l-b=63-16